車用傳動軸的優(yōu)化設計研究

徐江濤

（河南交通技師學院， 河南 駐馬店 463000）

0 引言

作為汽車內部的動力傳輸橋梁，傳動軸系統(tǒng)可以將驅動輪與發(fā)動機有效地連接到一起，從而使得動力輸出得到保障，保證汽車的正常行駛?？紤]到傳動軸的作業(yè)環(huán)境有一定的特殊性，當汽車運行時自身會產生較大的振動[1]。此外，如果車身框架與傳動軸的振動頻率相同或者相近，還會引起共振現(xiàn)象的產生，從而使得車身振動得更加劇烈。因此，對傳動軸進行振動原因的分析，是改善傳動系統(tǒng)乃至整個車身運行穩(wěn)定的一個重要方式。本文采用理論研究以及試驗分析的手段，來對傳動軸系統(tǒng)進行優(yōu)化，可以說是非常有必要的。

1 傳動軸系統(tǒng)的結構組成及原理

當車在運行的過程中，汽車傳動系統(tǒng)內部的變速器以及驅動橋之間的夾角和距離是不斷變化的[2]。作為汽車動力傳輸過程中的關鍵組成部分，傳動軸系統(tǒng)可以對這種變化作出調整與適應，是一種重要的萬向傳動裝置。該傳動軸系統(tǒng)主要由前傳動軸、前萬向節(jié)、中間支承、中間萬向節(jié)、后傳動軸、后萬向節(jié)以及花鍵等部件組成。如圖1 所示，為傳動軸系統(tǒng)的結構組成示意圖。

圖1 傳動軸系統(tǒng)的結構組成示意圖

隨著傳動軸系統(tǒng)的運行，前萬向節(jié)通過與變速器的輸出端處進行連接，將動力傳輸?shù)角皞鲃虞S處，然后借助中間萬向節(jié)的作用，使得動力進一步傳輸?shù)胶髠鲃虞S處。最終，通過后萬向節(jié)將動力輸送到驅動橋的輸入端口。此外，在工作的過程中，前傳動軸是通過中間支承布置在底盤上固定不動的，而對于后傳動軸來說它的自由度就較高，由于該部分是與花鍵連接到一起的，故可以隨著系統(tǒng)的運行對其長度進行改變。因此，傳動軸在出現(xiàn)振動時，絕大多數(shù)情況下都是由中間支承引起的，為了證實這一猜想，需要通過試驗加以驗證。

2 傳動軸振動試驗測試分析

2.1 傳動軸振動試驗臺的布置

本次試驗用到的傳動軸振動試驗臺是由一汽公司提供的，試驗的過程與實際工況十分接近。通過對傳動軸的夾角以及轉速等變量進行控制，可以使試驗結果更加接近真實情況，有較強的說服力。如圖2 所示，為傳動軸振動測試臺的結構示意圖。

圖2 傳動軸振動測試臺的結構示意圖

其中，輸入端為試驗電機，為整個傳動軸提供轉速，變頻器可以通過改變電機的頻率進而實現(xiàn)轉速的調節(jié)。前支承架的左側與過載保護細軸相連，右側連接傳動軸；而后支承架的左側連接傳動軸，右側連接加載裝置。此外，還要在中間支承上布置夾具，從而固定前傳動軸上的中間支承。

2.2 試驗測試過程

在對試驗臺布置完畢后，開始進行振動測試。將轉速傳感器安裝到電動機的輸出端，從而實現(xiàn)對電機轉速的實時監(jiān)測。而試驗臺上的支承架上存在光滑平面，可以將振動傳感器布置在該平面上從而監(jiān)測傳動軸的振動頻率。由于本實驗探究的是中間支承對傳動軸振動的影響，為此在進行試驗前，要采用試驗機對傳動軸系統(tǒng)的中間支承剛度進行測量。同時，為了使試驗更加嚴謹，選擇了兩款不同剛度大小的中間支承來進行試驗對比分析。其中，1 號中間支承為原裝，測得的剛度為1 822 N/mm；2 號中間支承為對照組，測得的剛度為1 206 N/mm。將電動機的轉速規(guī)定在0～2 400 r/min 內，并采集中間支承分別在Y 方向與Z 方向的振動數(shù)據（X 方向振動幅度不明顯，故不作研究）。如圖3 所示，為試驗的振動曲線結果示意圖。

圖3 試驗的振動曲線

從圖3 中可以發(fā)現(xiàn)，1 號曲線表示本次試驗原裝的中間支承，2 號曲線為對照組，二者之間的剛度相差了616 N/mm。通過試驗結果對比可以清晰地發(fā)現(xiàn)，在電機轉速為0～1 600 r/min 時，2 號中間支承在Z方向上的振動幅度較大，且整體高出1 號中間支承許多；當電機轉速在1 600～2 400 r/min 時，兩個方向的振動速度變化趨勢一致，未出現(xiàn)較大的起伏，但2 號中間支承依然大于1 號中間支承的振動幅度。由此可以得出結論，2 號傳動軸在工作時的振動幅度要比1號傳動軸來得更加明顯，而二者的唯一變量就是中間支承的剛度不同，所以將傳動軸系統(tǒng)的中間支承剛度進行更改，可以明顯地改變傳動軸的振動情況，這同時也證實了之前的猜想。因此，可以從這一點出發(fā)，來對車用傳動軸進行設計優(yōu)化。

3 傳動軸振動的優(yōu)化設計

3.1 中間支承剛度的計算

對于汽車的傳動系統(tǒng)來說，中間支承實際上是一個關鍵性的減震結構，有一定的隔振功能，其內部具有的橡膠圈是一種很好的減震材料[3]。經由隔振理論可以發(fā)現(xiàn)，對于支承部件隔振效果的強弱，實際上是由振動傳遞效率η 來確定的，也就是說η 值越小，則通過該隔振部件傳遞的力就越小，即試驗支承部件的隔振效果越好。而對于支承部件的振動傳遞效率η 而言，最大影響因素就是支承部件自身的剛度K。剛度可以通過下列算式計算獲得：

式中：M 為參與振動質量，kg；ω 為傳動軸的角速度，rad/s；λ2取2。

本文分析車型的前傳動軸質量為51.36 kg，后傳動軸的質量為73.84 kg，因此中間支承結構的參與振動質量M 為總傳動軸質量的1/2，即M=62.6 kg。由于傳動軸的最大轉速為2 400 r/min，因此換算成角速度ω=251.33 rad/s。進而就得到了傳動軸剛度的理論計算值，即K=1 977.12 N/mm。

3.2 中間支承剛度的優(yōu)化設計

本文借助MATLAB 優(yōu)化軟件對中間支承剛度進行優(yōu)化。首先要對剛度參數(shù)變量進行設置，將傳動軸的 轉 速 依 次 設 定 為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min，并對相應的時間驅動函數(shù)進行定義。設定前傳動軸與后傳動軸之間的夾角為5°，當轉速在800～2 400 r/min 之間變化時，改變傳動軸系統(tǒng)中間支承的剛度，并采集Y、Z 兩個方向上的振幅。最終完成了對剛度參數(shù)變量的設置，即變量為傳動軸中間支承剛度，變化區(qū)間為250～3 000 N/mm、變化間隔為250 N/mm，然后對轉速為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min下的中間支承振動位移信號進行記錄，如圖4 所示，為測得的中間支承部分在Y 方向及Z 方向上的振幅隨剛度的變化曲線。

圖4 振幅隨剛度的變化曲線

從圖4 中可以看出，傳動軸的中間支承處在Y與Z 方向上的振動差別很小，可以忽略不計，造成這一現(xiàn)象的根本原因是傳動軸自身具有一定的重力，對于中間支承處的Y 和Z 方向的受力不同。并且，當中間支承結構的剛度達到800 N/mm、1 500 N/mm、2 000 N/mm 時，與之對應的轉速在1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min 時這兩個方向上的振幅出現(xiàn)的波動較為明顯，所以在對最優(yōu)剛度進行選擇時應首先避開這些區(qū)域。當剛度在1 800～2 000 N/mm 之間時，無論哪種條件下的轉速，其相應的振幅都比較平緩，基本穩(wěn)定。最后取穩(wěn)定區(qū)剛度的中間值，即理想剛度K=1 900 N/mm，這與之前計算的剛度理論值十分接近，故滿足此次優(yōu)化設計的要求。

4 結語

為了改善汽車傳動軸系統(tǒng)的振動問題，使汽車在運行的過程中更加舒適，本文展開了車用傳動軸的優(yōu)化設計研究。在分析了傳動軸系統(tǒng)的結構組成以及工作原理后，采用理論計算以及試驗測試相結合的手段，對傳動軸的中間支承剛度進行了設計優(yōu)化，并最終確定其最佳剛度為1 900 N/mm。此次研究通過對中間支承剛度進行優(yōu)化，進而也改善了汽車傳動軸系統(tǒng)的振動問題，為將來從事該方向的專家及學者提供了一定的理論基礎。